Die Erfindung betrifft eine Vorrichtung entsprechend dem Oberbegriff des Anspruchs 1

Zur Untersetzung schneilaufender Antriebs motoren werden, je nach gefordertem Unterset- zungsverhaltnis und Einsatzbereich, verschiedenartigste Getπebevaπanten eingesetzt.

Um hohe Untersetzungen im Bereich großer als ca. 1 : 100 in einer einzigen Stufe zu erreichen, sind spezielle Getriebe entwickelt worden: Bekannt sind u.a das Cyclo-Getπebe, das Har- monic-Dπve-Getπebe und Umlaufgetriebe, die aus zwei gekoppelten, offenen Planetengetπe- ιo ben in Zahniadausfuhrung zusammengesetzt sind (/l/ und 121) Radeikoppelgetπebe mit ho¬ hen Ubeisetzungsverhaltnissen finden Anwendung als Leistungsgetriebe im Bergbau, in der Fordertechnik und als Zentπfugenantπebe, bei kleinen Leistungen als sehr genaue Positio- nieigetπebe, z.B. in Bestrahlungsgeraten der Medizintechnik, bei Antennen-, Radar- und Ra- ketensteuei ungen sowie als Vorschubgetriebe im Werkzeugmaschinenbau _] 5

Die Nachteile dei bekannten Getriebe lassen sich folgendermaßen beschreiben

Duich mehrfache kinematische Uberbestimmtheit z.B beim Cyclo-Getπebe ist ein ruckfreier Lauf nicht zu eneichen 20

Beim Haimonic-Dπve-Getπebe ist, bedingt durch den relativ weichen Zahnriemen, eine verminderte Steifigkeit m Kauf zu nehmen .

Dadurch bedingt, daß nur ganze Zahnezahlen möglich sind, lassen sich nur gestufte 2^ Ubeisetzungsverhaltnis.se erreichen. Bauartbedingt liegen diese immer noch im Bereich kleinei als ca 2500 1 und sind damit begrenzt.

Ein konventionell aufgebautes Reibradgetriebe mit mehreren Stufen ermöglicht zwar theoretisch beliebige Übersetzungen, durch den ungunstigen Kraftfluß über lange Wege wird λo die hohe Ubeisetzung jedoch auf Kosten der Steifigkeit erkauft

Die Vorteile einer Vorrichtung nach Anspruch 1 lassen sich folgendermaßen beschreiben:

Durch die Verwendung von Reibradern statt Zahnradern ist eine Beschrankung auf ganze Zahnezahlen nicht mehr erforderlich, bei vorgegebener (kleiner) Baugroße sind beliebig kleine Übersetzungen möglich

Um eine symmetrische Einleitung der Vorspannkrafte zu erreichen, werden 3 um _j e 120° 5 vei setzt angeordnete Reibradpaaie eingesetzt

Je nachdem, ob das kleinere oder das größere Hohlrad angetrieben wird (bei Konstruktion festzulegen), kann eine Drehrichtungsumkehr bewirkt werden und damit ein Wechsel von bei setzung zu Untersetzung 10

Durch die Entkopplung von zwei der drei Umlaufrader werden Verspannungen durch kinematische Uberbestimmungen vermieden, die sonst zu ruckartigen Entspannungs- vorgangen fuhren wurden, welche die Gleichlaufeigenschalten negativ beeinflussen

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Durch den Vorzug des ruhigen Laufs und der Gleichförmigkeit dei Abiollbewegung eines Reibradgetriebes in Verbindung mit einer hohen statischen und dynamischen Steifigkeit infolge kuizer Kraftubertragungswege ist dieses Getriebe als Voi schubantrieb für eine Pra7isιons-Weιk7eugmaschιne besondeis geeignet

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Da die beiden Hohlrader leicht kegelig und die Reibradei ballig ausgefuhit sind, laßt sich mittels eines Tellerfederpackets über die Keilwirkung eine einstellbare Vorspannung des Getriebes eizielen, somit lassen sich je nach gefordertem Moment die Normalkrafte erzeugen Die Einstellung geschieht praktisch „automatisch", bei der Montage sind keinerlei Justagearbeiten durchzufuhren 25

Durch die vergleichsweise geringe Bauteileanzahl ist der Aufwand bei dei Herstellung begrenzt

Die Walzpaarung Hohlrad/Umlaufrad laßt höhere Normalkrafte zu wie bei einer ver- 30 gleichbaren Auslegung mit außen abwalzenden Umlaufradern. Dadurch sinkt die Belastung der Bauteile infolge geringerer Hertz ^' scher Pressung. Das Massentragheitsmoment ist bei Verwendung von zwei Hohlradern durch den kompakten Planetentrager ebenfalls gunstig

Ausfϋhrungsbeispiele der Erfindung sind in den Zeichnungen dargestellt und werden im fol¬ genden näher beschrieben. Es zeigen

Figur 1 : ein Schrägbild eines Getriebes nach Anspruch 1 ; ₅

Figur 2: einen Querschnitt eines Getriebes nach Anspruch 5; Figur 3: eine kinematische Prinzipskizze eines Getriebes nach Anspruch l;und Figur 4: eine Skizze mit den Angaben der Abmessungen für die Berechnung des Untersetzungsverhältnisses.

K) In Fig. 1 und 2 sind gleichen Bauteilen gleiche Ziffern zugeordnet. Im einzelnen sind dies: Der Träger der Umlaufräder 1, eines der beiden entkoppelten Reibräder 2 für das obere Hohl- rad 5. eines der beiden Reibräder 3 für das untere Hohlrad 7, das die Kraft übertragende Reibradpaar 4, das Nadellager 6 sowie das Schrägkugellager 8 des unteren Hohlrades 7, das der Vorspannung dienende Tellerfedeφacket 9 und das Gehäuse 10. Zusätzlich sind in Fig. 2 i _. s eine Transmissionsstange 1 1 und eine Andruckrolle 12 dargestellt.

Die Kinematik des Getriebes wird in l\l und 121 beschrieben, mit dem Unterschied, daß das vorliegende Getriebe mit Reibradpaarungen anstatt mit Zahnrädern ausgeführt wird. (Siehe auch Fig. 3) . 20

In Fig. 1 ist ein Umlauf-Reibradgetriebe im Schnitt dargestellt. Auf einem Radträger 1 sind um je 120° versetzt Reibradpaare auf Bolzen gelagert. Um Überbestimmungen zu vermeiden, ist nur ein Reibradpaar 4 fest miteinander verbunden, dieses Rädeψaar übernimmt allein die Kraftübertragung. Die übrigen beiden Reibradpaare 2 und 3 sind nicht gekoppelt, sie dienen ausschließlich zur Abstützung bzw. Erzeugung der notwendigen Normalkräfte. Die Reibräder 25 2 und ein Reibrad von 4 wälzen sich in einem gehäusefesten Hohlrad ab. Die Reibräder 3 und das zweite Reibrad von 4 wälzen sich in einem zweiten Hohlrad ab, das im Gehäuse 10 gela¬ gert ist. An diesem Hohlrad wird auch das übertragene Drehmoment abgenommen. Die Un¬ tersetzung des Getriebes wird durch eine Radiendifferenz der beiden Hohlräder bzw. der in ihnen abwälzenden Reibräder erzielt. ₃

Für den Fall, daß ein gehäusefestes Rad angenommen wird, berechnet sich die Übersetzung eines solchen Getriebes folgendermaßen /4/, /!/:

ω„=0 = ω _c =( l-l/i) ω also für l/i- l => ωJω _c - ∞

z.B. a=49; b,=50; b ₂ =51; c=50 l/i= a b ₂ /(b, c)=2499/2500 ωJω _c =2500 = l/( l-l/i)

(Skizze der Wälzkreise siehe Fig. 4)

Zur Erzeugung der notwendigen Normalkräfte an den Reibrädern wird das Hohlrad 7 mittels 10 eines Tellerfederpackets 9 über das Schrägkugellager 8 vorgespannt. Die zweite Lagerstelle 6 ist als Nadellager (Loslager) ausgebildet. Da beide Hohlräder konisch ausgeführt sind, entsteht in Verbindung mit ballig geschliffenen Umlaufrädern durch Keilwirkung eine Vorspannung. Das übertragene Drehmoment kann dabei auch zum Antrieb einer Antriebsstange benutzt werden, die am äußeren Durchmesser des Hohlrades 7 abwälzt und z. B. auf den Schlitten ₁₅ einer Werkzeugmaschine oder Meßmaschine wirkt (Siehe Fig. 2).

Der kurze Kraftübertragungsweg (siehe Pfeil in Fig. 3) wirkt sich dabei günstig auf die Steifigkeit aus.

Erläuterungen zu den Zeichnungen:

Figur 1: Schrägbild eines Umlauf-Reibradgetriebes nach Anspruch 1. Dabei bedeuten:

1 Träger der Umlaufräder

2 Reibrad für oberes Hohlrad

3 Reibrad für unteres Hohlrad

4 Reibradpaar zur Kraftvermittlung zwischen oberem und unterem Hohlrad

5 Oberes Hohlrad

6 Nadellager des unteren Hohlrades

7 Unteres Hohlrad

8 Schrägkugellager (durch Tellerfedeφacket vorgespannt) für unteres Hohlrad

9 Tellerfedeφacket

1 Gehäuse

Figur 2: Schnitt durch ein Umlauf-Reibradgetriebe mit zwei Hohlrädern nach Anspruch 5, wovon das untere dazu benutzt wird die Drehbewegung in eine Translation zu übertragen.

1 Träger der Umlaufräder

2 Reibrad für oberes Hohlrad

3 Reibrad für unteres Hohlrad

4 Reibradpaar zur Kraftvermittlung zwischen oberem und unterem Hohlrad

5 Oberes Hohlrad

6 Nadellager des unteren Hohlrades

7 Unteres Hohlrad

8 Schrägkugellager (Durch Tellerfedeφacket vorgespannt) für unteres Hohlrad

9 Tellerfederpacket

10 Gehäuse

1 1 Transmissionsstange

12 Andruckrolle

Figur 3:

Kinematisches Schema eines Umlauf-Reibradgetriebes. Der Pfeil verdeutlicht den kurzen Kraftübertragungsweg. Vom gehäusefesten Hohlrad wird die Kraft durch das verbundene Reibradpaar direkt in das untere, bewegliche Hohlrad eingeleitet.

Figur 4:

In dieser Skizze sind die Durchmesser a, c, bl und b2 dargestellt, die bei der Berechnung derÜbersetzung massgeblich sind.

Literaturnachweis:

IM Kurt Luck/Karl-Heinz Modler Getriebetechnik

Seiten 122ff ₅

Springer- Verlag Wien New York 1990 ISBN 3-21 1-82147-3

121 Steinhilper/Hennerici/Britz:

Kinematische Grundlagen ebener ₁₍₎

Mechanismen und Getriebe

Seiten 31 Off

Vogel, 1993, ISBN 3-8023-0432-3

/3/ Autorenkollektiv _s

Getriebetechnik, Koppelgetriebe VEB Verlag Technik, Berlin 1979

/4/ Prof. Dr.-Ing. J. Heinzl

Maschinen und Feingerätebau für Elektroingenieure

Skizzen und Formeln zur Vorlesung

Seiten 941 ^"

Herausgegeben vom Lehrstuhl für Feingerätebau und

Getriebelehre der TU München 1992